風扇葉片外物撞擊瞬間轉子振動響應分析

張強波, 雷曉波

(中國飛行試驗研究院,西安 710089)

飛機起飛、降落或低空飛行時，沙塵、石塊、飛鳥、金屬碎片等會被強大吸力吸入發動機進氣道內，在高空飛行時冰塊有可能被吸入流道內，撞擊在發動機前端的風扇葉片或其他部位，撞擊瞬間首先會破壞發動機低壓轉子的穩定性，給發動機的性能和結構帶來不利影響，甚至是十分嚴重的非包容性后果[1]。如何能及時識別外物撞擊事件的發生，對于飛行安全具有十分重要的意義。目前，外國對于外物撞擊識別技術的研究較深入，通用電氣公司、羅爾斯·羅伊斯公司和普拉特·惠特尼公司三大航空發動機制造商均開展過航空發動機外物撞擊整機試驗以及大量的葉片飛脫試驗研究，積累掌握了外物撞擊瞬間轉子的動力學響應特性，為進一步優化低壓轉子提供了重要依據[2-4]。在此基礎上，英國QinetiQ公司基于非接觸葉尖定時原理開發了發動機風扇葉片外物撞擊(FOD)監視報警系統。目前中國對風扇葉片外物撞擊領域的研究多集中在葉片的抗損傷容限上[5-8]，對風扇葉片振動的研究主要集中在進氣畸變和喘振等氣動力引起的振動[9-12]，但對外物撞擊瞬間轉子的振動響應特性和外物撞擊識別技術的研究很少，為縮短與外國在該領域的差距，有必要對風扇葉片外物撞擊轉子振動特性進行深入研究。

2 風扇轉子試驗器設計

2.1 風扇轉子試驗器總體設計

為充分模擬風扇葉片遭遇外物撞擊瞬間轉子振動響應，參照某航空發動機結構，綜合轉子結構設計、試驗測量系統設計、試驗安全系統設計等需求，最終設計搭建的風扇葉片外物撞擊試驗平臺如圖1所示。風扇轉子試驗器采用雙支點+葉盤懸臂布局，該風扇轉子葉盤上均布有12只彎扭葉型的風扇葉片，葉高100 mm，旋轉直徑600 mm。考慮到轉子試驗器的通用性，減少試驗器的零件數、提高轉子系統的可靠性，采用先進的整體葉盤設計，葉盤結構采用“弓”型盤設計，其優點在于：與等厚葉盤相比，在保證葉片截面系數基本相同的前提下，“弓”型盤的質量減小和轉動慣量減小，對轉軸的負載和驅動電機的功率需求會明顯減小。為充分考慮氣體激振的影響，葉片采用基于流固耦合的壓氣機葉片反扭設計。風扇盤與轉軸采用螺栓聯結+銷釘周向定位+圓柱面徑向定位的聯結配合方式。風扇葉片旋轉時會使轉軸承受一向前的拉力，為此靠近風扇端支座(簡稱前支座)軸承采用SKF-61922型止推深溝球軸承，承受徑向力和一定的軸向力；遠離風扇端支座(簡稱后支座)軸承選取SKF-NU1018ML型圓柱滾子軸承，在承受徑向力的同時，還可以限制軸和外殼的單向軸向位移。軸承均采用滑油噴射潤滑，回油端采用吸油泵加速油腔內油霧的破碎，可綜合提高軸承的潤滑冷卻效果[13-14]。

通過從垂直導管上方釋放外物從而實現外物撞擊風扇撞擊葉片，在前支座軸向位置以及后支座徑向垂向位置各加裝一支加速度振動傳感器，以拾取轉子振動響應[15-16]。

圖1 風扇葉片外物撞擊試驗平臺實物

2.2 旋轉狀態下風扇葉片模態分析

為避開常用工作轉速落入該轉速下風扇葉片的固有頻率(簡稱動頻)，需重點關注不同轉速下風扇葉片一階彎曲模態動頻(如未特殊說明，文中動頻指一階彎曲模態動頻)與葉片通過頻率(葉片通過頻率等于轉速乘以葉片數)之間的關系，為確定工作轉速的共振裕度提供依據。靜有限元計算，得到的葉片靜頻和不同轉速下的動頻如表1所示。

表1 不同轉速下風扇葉片動頻計算結果

為檢驗有限元計算的正確性，在編號為B1、B5、B9的葉根處黏貼應變計，利用錘擊法激勵分析出葉片各階模態自振頻率，測量出的一階彎曲模態固有頻率如表2所示，可以看出三支葉片的固有頻率差異很小，以實測固有頻率為準，有限元計算誤差控制在0.9 %以內，誤差小，滿足工程分析需求。

表2 風扇葉片錘擊試驗靜頻結果

3 外物撞擊對支座振動的影響

在現有條件下，為充分獲取外物撞擊風扇葉片對轉子振動的影響，通過考察轉子支座振動變化來分析不同振動位置、風扇轉速、撞擊位置這些因素對轉子振動的影響。

3.1 撞擊前后轉子振動的變化

在風扇轉速為4 000 r/min時，從垂直導管上共釋放14顆直徑16 mm的塑料球，使其撞擊風扇葉片，拾取的前支座軸向振動、后支座徑向振動時域波形分別如圖2、圖3所示，通過查看高速相機，這14顆塑料球均擊中在風扇葉片上。從圖2可以看出，前支座軸向振動共出現了7 次幅值較大的瞬態沖擊脈沖，未撞擊前振動峰峰值為9.50g(g為重力加速度)，撞擊瞬間振動峰峰值突增量為(2.18～6.05)g，撞擊瞬間振動增量并不明顯，而后支座徑向振動共出現了14次瞬態沖擊脈沖，未撞擊前振動峰峰值為5.19g，撞擊瞬間振動峰峰值突增量為(3.90～16.16)g，撞擊瞬間振動增量明顯。結合大量撞擊試驗可知，外物撞擊風扇葉片瞬間，在支座徑向位置引起的振動突增要明顯大于軸向振動突增，且徑向振動對外物撞擊的敏感度要大于軸向振動。從圖3可以看出，撞擊瞬間振動峰峰值在(9.09～21.35)g變化，峰峰值波動范圍大，通過查看高速相機，發現每次塑料球撞擊的葉片編號、軸向位置、徑向位置是不盡相同的，這是造成撞擊瞬間支座振動沖擊幅值差異大的原因。

圖2 外物撞擊葉片前支座軸向振動時域波形

圖3 外物撞擊葉片后支座徑向振動時域波形

圖4、圖5分別為塑料球撞擊風扇葉片前、撞擊瞬間，后支座徑向振動時域與頻譜圖，除了撞擊瞬間支座振動幅值會突增外。對比頻譜可知，撞擊前后，支座振動占優頻率都為轉速基頻67 Hz及其倍頻、電壓干擾頻率50 Hz及其倍頻、500～550 Hz的若干頻率點以及5 851 Hz；撞擊瞬間并未增加其他頻率成分，但在520～550 Hz頻帶的振動幅值會明顯增大，這與4 000 r/min時葉片動頻536.28 Hz是吻合的。

圖4 未撞擊支座振動時域波形與頻譜圖

圖5 撞擊瞬間支座振動時域波形與頻譜圖

3.2 外物撞擊風扇葉片位置對轉子振動的影響

為分析外物撞擊風扇葉片位置對轉子振動的影響，選取風扇轉速4 000 r/min下16 mm的塑料球撞擊4號葉片葉尖位置(圖6)、撞擊7號葉片葉中位置(圖7)兩組試驗進行分析，塑料球撞擊4號葉片葉尖瞬間被葉片撞進白色導管，塑料球未撞碎，塑料球撞擊7號葉片葉中位置瞬間被撞碎。圖8所示為撞擊4號葉片葉尖位置瞬間，前支座徑向振動時域與頻域圖;圖9所示為撞擊7號葉片葉中位置瞬間，前支座徑向振動時域與頻域圖。對比圖8和圖9可知，兩次撞擊瞬間轉子振動時域峰峰值差異明顯，但從撞擊瞬間振動頻譜圖可以看出，轉子振動占優頻率都為轉速基頻68 Hz及其倍頻、電壓干擾頻率50 Hz及其倍頻、500～550 Hz的若干頻率點、585 Hz，兩組試驗頻譜均未增加其他頻率成分，這說明撞擊位置的不同只會影響撞擊幅值，并不會造成振動頻率的差異。

圖6 塑料球撞擊4號葉片葉尖位置高速攝像圖

圖7 塑料球撞擊7號葉片葉中位置高速攝像圖

圖8 撞擊4號葉片轉子振動時域波形與頻譜圖

圖9 撞擊7號葉片轉子振動時域波形與頻譜圖

3.3 風扇轉速對轉子振動響應的影響

在轉速為1 200、3 000、3 600、4 000 r/min時釋放直徑16 mm的塑料球撞擊風扇葉片。通過對撞擊瞬間轉子振動時域波形進行分析發現，同一質量的塑料球撞擊風扇葉片，造成的轉子時域振動幅值并不一定隨風扇轉速升高而出現明顯的增大。統計撞擊瞬間振動頻譜可以發現，不同轉速撞擊瞬間振動頻譜中占優成分除了風扇轉速基頻及倍頻外，在400～600 Hz還存在幅值較大的頻率點。為此，將4個轉速下該頻段中幅值較大的頻率點統計出來，如表3所示。由表3可知，轉速1 200 r/min時撞擊瞬間振動突增中心頻率為474 Hz；轉速3 000 r/min時撞擊葉片瞬間振動突增中心頻率為507 Hz，頻率為501～520 Hz；轉速 3 600 r/min 撞擊葉片支座振動突增中心頻率為524 Hz，頻率為507～532 Hz;轉速4 000 r/min時撞擊瞬間振動突增中心頻率為527 Hz，頻率為 511～540 Hz。可以看出，隨著風扇轉速增加，撞擊瞬間幅值突增頻率增大；撞擊突增頻帶帶寬明顯大于葉片結構帶來的動頻差異，具體原因還有待深入分析。撞擊突增中心頻率和葉片動頻如圖10所示。由圖10可知，中心頻率與葉片動頻很接近，這說明外物撞擊風扇葉片瞬態會導致轉子振動頻譜中葉片動頻成分發生明顯變化。

表3 不同轉速下450～600 Hz頻段內占優頻率統計

圖10 撞擊突增中心頻率與葉片動頻對比

4 結論

利用有限元計算、風扇轉子試驗器外物撞擊試驗，研究了風扇轉速、外物質量等因素對轉子振動的影響，得出以下結論。

(1)外物撞擊風扇葉片會引起葉片動頻附近頻率成分幅值明顯增大，但幅值增大頻帶帶寬明顯大于葉片動頻范圍。

(2)外物撞擊風扇葉片瞬間，轉子徑向振動突增幅度明顯大于軸向振動，且徑向振動對外物撞擊的敏感度要大于軸向振動。

(3)撞擊位置的不同只會影響撞擊振動幅值，并不會造成轉子振動頻譜成分發生變化。

(4)隨著風扇轉速的升高，轉子振動中葉片動頻成分幅值會突增，但轉子振動幅值并不一定會增大，這與撞擊葉片編號、撞擊位置等因素有關。